【正文】 常見的有 6176。 30′和 7176。 30′兩種。在切削角 ? 一定得條件下，各剖面的變?yōu)橄禂?shù) ? 取決于距離基準剖面 AA 的距離 a 。 圖 5－ 6 變厚齒扇的齒型計算用圖 表 5－ 3 變厚齒扇（ A－ A）處的齒形參數(shù)選擇與計算 （ mm） 參數(shù)名稱 參數(shù)的選擇與計算 齒頂高系數(shù) 1x 或 齒頂高 ah 1ah x m?? 齒根高 fh fah c h?? 齒全高 h 常見的有 6176。 30′和 7176。 30′ 徑向間隙 c c m c??? 變位系數(shù) A? 齒頂圓直徑 D 1( 2 2 )AD z x m? ? ? ? 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 36 分度圓弧齒厚 0( 2 ta n )2 Asm?? ? ? ? 說明：基準截面見圖 5－ 6 的截面 A— A，為齒扇寬度的中間位置處的截面 前已述，模數(shù) m 為 ；法向壓力角 0? ，一般在 20176。 ~30176。之間，根據(jù)表42，選為 20176。；切削角 ? 為 6176。 30′；齒頂高系數(shù) 1x ，一般取 或 ，這里取 ；徑向間隙系數(shù)，取 ；整圓齒數(shù) z，在 12~15 之間取，取為 14；齒扇寬度 B，一般在 22~ 38mm，取為 30mm。 列出如下： 整圓齒數(shù) z=14； 模數(shù) m=； 法向壓力角 ??200? ； 切削角 63039。?? ? ； 齒扇寬度 B=30mm。 根據(jù)表 53，列出變厚齒扇的齒形參數(shù)： 齒頂高系數(shù) ?x ， 徑向間隙系數(shù) ??c ， 齒頂高 mmmxh a ????? ， 分度圓直徑 mmzmd ????? ， 徑向間隙 mmmcc ????? ? ， 齒根高 mmhch af ????? ， 全齒高 mmhhh fa ????? ； 變位系數(shù) ?A? , 齒 頂圓直徑 mmmzxd Aa )()22( 1 ??????????? ?, 齒根圓直徑 4 6 m m20c o s49c o s 0 ????? ?dd b ， 分度圓弧齒厚 mmsA 0 ??????? ?? ???。 167。 循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器零件強度計算 為了保證行駛安全，組成轉(zhuǎn)向系的各零件應有足夠的強度。欲驗算轉(zhuǎn)向系零件的強度，需首先確定作用在各零件上的力、影響這些力的主要因素有轉(zhuǎn)向軸的車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 37 負荷，路面阻力和輪胎氣壓等。為轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向輪要克服的阻力，包括轉(zhuǎn)向輪繞主銷轉(zhuǎn)動的阻力，車輪穩(wěn)定阻力。輪胎變形阻力和轉(zhuǎn)向系中的內(nèi)摩擦阻力等。 精確地計算這些力是困難的，為此推薦足夠精確的半經(jīng)驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉(zhuǎn)向阻力矩 RM （ N mm） ，即 313R GfM p? （ 58） 式中 f—— 輪胎和路面間的滑動摩擦因數(shù)，一般取 1G —— 為轉(zhuǎn)向軸負荷（ N） P—— 為輪胎氣壓（ MPa） 本設計中，；輪胎氣壓為 ，轉(zhuǎn)向軸負載 1G =6266N。代入式（ 58）得 mmNpGfM R ???? 331 作用在轉(zhuǎn)向盤上的手力為 122 RhSW wLMF L D i ??? （ 59） 式中 1L —— 轉(zhuǎn)向搖臂長 2L —— 轉(zhuǎn)向節(jié)臂長 SWD —— 轉(zhuǎn)向盤直徑 wi —— 轉(zhuǎn)向器角傳動比 ?? —— 轉(zhuǎn)向器正效率 本設計中，轉(zhuǎn)向搖臂長為 110mm ；轉(zhuǎn)向節(jié)臂長為 160mm ；轉(zhuǎn)向盤直徑根據(jù)車型不同，在 380~ 550mm 的標準系列內(nèi)選取，查國家標準可取為 400mm ；角傳動比為 15；循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的傳動副為滾動摩擦，摩擦損失小，其正效率可達 85%，這里取 85%。代入式（ 59）得 NiDL MLF wSW Rh 1 ???? ???? ?? 確定計算載荷 hF 后，即可計算轉(zhuǎn)向系零件的強度。 167。 鋼球與滾道間的接觸應力 j? ? ?jccj rr rrNEK ?? ??? 3 22 )( （ 510） 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 38 式中 K—— 系數(shù)，根據(jù) A／ B 查表 16— 5 求得，其中 A／ B 用下式計算： [(1 / ) (1 / )] / 2cA r r?? ， 1[(1 / ) (1 / )] / 2B r R?? （ 511） r —— 鋼球半徑，見圖 51；本設計為 4mm cr —— 螺桿與螺母滾道截面的圓弧半徑，見圖 51；本設計為 1R —— 螺桿外半徑；本設計為 12mm E—— 材料彈性模量， ? MPa； N—— 每個鋼球與螺桿滾道之間的正壓力； ?? c ossin 0?? nl RFN h （ 512） hF —— 轉(zhuǎn)向盤圓周力；本設計為 R—— 轉(zhuǎn)向盤輪緣半徑；本設計為 200mm 0? —— 螺桿螺線導程角；本設計為 176。 ? —— 鋼球與滾道間的接觸角；本設計為 45176。 n —— 參與工作的鋼球數(shù)；本設計為 25個 l —— 鋼球接觸點至螺桿中心線之距離。本設計為 12mm 表 54 系數(shù) K 與 A／ B 的關(guān)系 mm A/B 0 0.90 0.80 0.70 0 0 0 0 0 5 0 5 2 1 07 K 88 0.40 0.41 0.44 68 90 36 00 16 00 70 80 00 71 02 由公式（ 512）可得 Nnl RFN h i n45c os1225 i n c os 0 ?????? ??? ?? 由公式（ 511）可得 A/B=，查表 54 可得 K 為 . 由公式（ 510）可得 M P arr rrNEKccj ) (21 00 )( 3 223 22 ???????? 當鋼球與滾道的接觸表面的硬度為 HRC58～ 64 時，許用接觸應力 ][ j? 可取為3000～ 3500MPa。顯然， j? ≤ ][ j? ，符合要求。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 39 當由式鋼球工作總?cè)?shù) ?W ? 時，則應采用圈數(shù)及鋼球數(shù)相同的兩個獨立的環(huán)路，以使載荷能較均勻地分布于各鋼球并保持較高的傳動效率。但鋼球總數(shù) (包括在鋼球?qū)Ч苤械?)不應超過 60 個。否則應加大鋼球直徑并重新計算。 徑向間隙 ? （見圖 51） 不應大于 ～ 。亦可用下式計算： )2( 11 ddD b ???? （ 513） 本設計取為 軸向間隙可用下式計算： 0 (2 )cC r d? ? ? （ 514） 式中 d —— 鋼球直徑 由式（ 514）可得 mmdrC c )()2(0 ???????? 167。 齒的彎曲應力 w? 齒扇齒的彎曲應力 26w FhBs?? （ 515） 式中 F—— 作用在齒扇上的圓周力 h—— 齒扇的齒高，本設計為 B—— 齒扇的齒寬，本設計為 30mm S—— 基圓齒厚，本設計為 作用在齒扇上的圓周力 F wTF r? /rpwTir ?? ?? （ 516） 式中 pi? — 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的力傳動比，本設計為 2 ?? — 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的效率，一般取 ～ 。本設計中取為 ； rT — 即轉(zhuǎn)向阻力矩，本設計中； wr — 齒扇節(jié)圓半徑，本設計中 wr = 。 代入式（ 516）得 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 40 Nr iTrTF W prW ??????? ? 再代入式（ 515）得 MP aBSFhw 22 ?? ????? 許用彎曲應力為 [ ] 540w MPa?? ，顯然 []ww? ?? ，符合要求。 螺桿和螺母用 20CrMnTi 鋼制造。表面滲碳。對于前軸負荷不大的汽車，滲碳層深度在 ～ 。 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 41 第六章 液壓式動力轉(zhuǎn)向機構(gòu)的計算 167。 動力缸的推力 動力缸的推力 : LLFF 11? （ 61） 1F 作用在直拉桿上的力 1L 轉(zhuǎn)向搖臂長度，取 110mm L 轉(zhuǎn)向搖臂軸到動力活塞缸之間的距離，取 200mm 推力 F 與工作油液壓力 P 和動力缸截面積 S 之間由如下關(guān)系： PSF? （ 62） 將式（ 62）代入式（ 61）可得： PLLFS 11? （ 63） 由于 兩側(cè)的工作面積不同，應按較小一側(cè)的工作面積來計算，即： ? ?4 22 pdDS ?? ? （ 64） D動力缸直徑 活塞桿直徑，一般取 ，將其代入式（ 64）可得： plLFD ? 4 11? （ 65） 其中， p 一般在 6～ 10MPa 之間取值，最高可取 ～ 18MPa 本設計取 8MPa 作用在直拉桿上的力： lMF R?1 （ 66） RM 轉(zhuǎn)向阻力矩，為 mN? l 直拉桿到轉(zhuǎn)向節(jié)的距離，為 240mm，將其代入式（ 66）可得： NlMF R 1 ??? （ 67） 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 42 再代入式（ 65） mmplLFD 4611 ???? ??????? 取 D=10mm 167。 活塞行程和壁厚 活塞 移動到某一極限位置時，端面到缸蓋之間，應當留有 De )~(? 的間隙，以利于活塞導向作用，取 mmDe ?? ，活塞厚度可取為 mmDB ?? 動力缸的最大長度： 110 sBes ???? （ 68） 式中 1s 活塞的最大位移量 ?? 1802 max1 wRs ?? 式中 max? 轉(zhuǎn)向搖臂由中間位置轉(zhuǎn)到極限位置的轉(zhuǎn)角，取 ??44max? WR 齒扇的嚙合半徑，取為 28mm 將其代入式（ 68）可得： mmRs W 43180 m a x1 ?? ??????? ?? 再將其代入式（ 67）可得： mmsBes 6143351010 1 ????????? 動力缸殼體壁厚 t，根據(jù)計算軸向平面拉應力 zG 確定 ? ?ntDtDpG z ????????? ?? 224 (69) 式中 p油液壓力，為 8MPa D動力缸直徑，為 10mm n安全系數(shù)，一般在 ～ 5 范圍內(nèi)選取，本設計取 n=4 ?? 殼體材料的屈服點，為 350MPa 將其代入式（ 69）可得 mmt ? 所以，取動力缸殼體壁厚為 2mm 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 43 第七章 結(jié)論 在本次轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及轉(zhuǎn)向器的設計中，我了解到看似簡單的機構(gòu)設計也是如此的復雜和重要。對于轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，其準確的轉(zhuǎn)向是汽車安全行駛的保證。轉(zhuǎn)向系統(tǒng)車輛與動力工程學院畢業(yè)設計 44 是用來保持或者改變汽車行駛方向的機構(gòu)，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。對整車的駕駛性能有著舉足輕重的作用。我在設計中所選用的轉(zhuǎn)向器是循環(huán)球 齒條齒扇式轉(zhuǎn)向器，使用液壓助力系統(tǒng)，根據(jù)已知的汽車數(shù)據(jù)來計算所需要的相關(guān)參數(shù)，并且對其進行了強度校核的分析。同時還進行了轉(zhuǎn)向器的正、逆